自动回转刀架设计说明书

目录1绪论 (2)2自动回转刀架的工作原理 (3)3 总体结构设计 (6)3.1 减速机构的设计 (6)3.2 上刀体锁紧与精定位机构的设计 (6)3.3 刀架抬起机构的设计 (6)4主要传动部件的设计计算 (8)4.1 蜗杆副的设计计算 (8)4.2 蜗杆轴的设计 (11)4.3 蜗轮轴的设计 (17)4.4 中心轴的设计 (18)5 结论 (19)参考文献 (23)1 绪论数控车床上使用的自动回转刀架是一种最简单的换刀装置，自动回转刀架是在一定的空间范围内，能执行自动松开、转位、精密定位等一系列动作的一种机构。

本次课程设计中，主要进行了减速机构的设计，上刀体锁紧与精定位机构的设计，刀架抬起机构的设计，蜗杆副的设计计算，蜗杆轴的设计等部分。

对数控机床回转刀架有了更深层次的了解。

自动回转刀架是在一定的空间范围内能执行自动松开、转位以及精密定位等一系列动作的一种机构。

使用这种新的经济型数控系统功能更强，可靠性更稳定，功率增大，结构简单，维修方便。

为了能在工件的一次装夹中完成多个工序加工，缩短加工辅助时间，减少多次安装所引起的加工误差，充分发挥数控机床的效率，采用“工序集中”的原则，采用自动回转刀架。

自动回转刀架在结构上必须具有良好的强度和刚性，以承受粗加工时的切削抗力，为了保证转位之后具有髙的重复定位精度，自动回转刀架还需要选择可靠的定位方案和合理的定位结构。

2 自动回转刀架的工作原理图2.1自动回转刀架的换刀流程自动回转刀架的换刀流程如下：首先，刀架电动机正转，通过涡轮蜗杆减速，蜗杆正转，通过销连接，上盖圆盘旋转，继而端面齿错开。

同时，上刀架抬起，然后上刀体旋转。

霍尔元件触发后，刀架电动机反转。

通过涡轮蜗杆减速，使螺杆反转，上刀体下降，粗定位。

然后精定位。

延时锁紧后电动机反转。

当刀架处于锁紧状态时,两销的情况如图a所示，此时反靠销6落在反靠圆盘7的十字槽内，上刀体4的端面齿和下刀的端面齿处于啮合状态（上下端面齿在图a中未画出）。

需要换刀时，控制系统发出刀架的转位信号，三相异步电动机正向旋转，通过蜗杆副带动螺杆正向转动，与螺杆配合的上刀体4逐渐抬起，上刀体4与下刀体之间的端面齿慢慢脱开；与此同时，上盖圆盘1也随着螺杆正向转动（上盖圆盘1通过圆柱销与螺杆联接），当转过约150度时，上盖圆盘1直槽的另一端转到圆柱销2的正上方，由于弹簧3的作用，圆柱销2落入直槽内，于是上盖圆盘1就通过圆柱销2使得上刀体4转动起来（此时端面齿已完全脱开），如图b所示。

由于蜗杆副具有自锁功能，所以刀架可稳定的工作。

a) b)图2.2 刀架转位过程中销的位置1—上盖圆盘2—圆柱销3—弹簧4—上刀体5—圆柱销6—反靠销7—反靠圆盘3 回转刀架总体结构设计回转刀架的设计包括减速机构的设计，上刀体锁紧与精定位机构的设计，刀架抬起机构的设计，主要传动部件的设计计算等3.1 减速机构的设计电动机选择三步异相电动机，额定功率为90W，额定转速为1440r/min，而刀架转速设定30r/min，由于转速较高不能直接驱动刀架，因此必须经过适当的减速。

可采用蜗杆副减速，蜗杆副传动可以改变运动的方向，获得较大的传动比，以保证传动精度和平稳性并能自锁。

3.2 上刀体锁紧与精定位机构的设计上刀架锁紧与精定位将直接影响工件的加工精度，因为刀具直接安装在上刀体上，所以刀体要承受全部的切削力，因此对它的选择很重要，在设计中选择端面将上刀体与下刀体的配合加工成梯形的端面齿。

采用梯形的端面齿，刀架处于锁紧时，下端面齿相互啮合，这时上刀体不能绕刀架的中心轴转动；换刀时电动机正转，抬起机构使上刀体抬起，等上下端面齿脱开后，上刀体才可以绕刀架中心轴转动，完成转位工作。

3.3 刀架抬起机构的设计在上述过程中欲使上下刀体的两个端面齿脱离。

就必须设计分离机构，在此选择螺杆—螺母副，并在上刀体内部加工出内螺纹，当电动机通过蜗杆—蜗轮带动螺杆绕中心轴转动时，而将上刀体看做螺母，要么转动，要么上下移动。

两种情况，当刀架处于锁紧状态时，上刀体与下刀体的端面齿相互啮合，因为这时上刀体不能与螺杆一起转动，转动会使上刀体向上移动。

当端面齿脱离啮合时，上刀体就和螺杆一同转动，在设计螺杆时要注意螺距的选择，而螺距的选择是否合理非常重要，选择适当以便当螺杆转动一定角度时，使上刀体与下刀体的端面齿能够完全脱离啮合状态。

图3.1为自动回转刀架的传动机构示意图图3.1 自动回转刀架的传动结构示意图1—发信盘2—推力轴承3—螺杆螺母机构4—端面齿盘5—发靠圆盘6—三相异步电动机7—联轴器8—蜗杆副9—反靠销10—圆柱销11—上盖圆盘12—上刀体4 主要传动部件的设计计算4.1 蜗杆副的设计计算自动回转刀架的动力源是三相异步电动机，其中蜗杆与电动机直联，刀架转位时蜗杆与上刀体直联。

已知电动机额定功率P 1=90W ，额定转速n 1=1440r/min ，上刀体设计转速n 2=30r/min,则蜗杆副的传动比i=1440/30=48。

刀架从转位到锁紧时，需要蜗杆反向，工作载荷不均匀，起动时冲击较大，今要求蜗杆的使用寿命L h =15000h 。

4.1.1 蜗杆的选型GB/T10065-1998推荐采用阿基米德（ZA 蜗杆）和锥面包络蜗杆（ZK 蜗杆）。

本设计采用阿基米德型圆柱蜗杆（ZA 型）。

4.1.2 蜗杆的材料刀架中的蜗杆副传递的功率不大，但蜗杆转速较高，因此，蜗杆的材料选用45钢，其螺旋齿面要求淬火，硬度为45～55HRC ，以提高表面耐磨性，选用锡磷青铜ZCuSn10P1，采用金属模铸造。

4.1.3 按齿面接触疲劳强度进行设计刀架中的蜗杆副采用闭式传动，多因齿面脱离危险合或点蚀而失效。

因此，在进行承载能力计算时，先按齿面接触疲劳强度进行校核。

按蜗轮接触疲劳强度条件设计计算的公式为：[]322⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛≥HE Z Z KT a σρ (4.1) 式中 a ——蜗杆副的传动中心距，单位为mm ；K ——载荷系数； T 2——作用在蜗轮上的转矩T 2，单位为N·mm ；E Z ——弹性影响系数，单位为MP 1/2；Z ρ——接触系数；[]H σ——许用接触应力，单位为MPa 。

从式（4.1）算出蜗杆副的中心距a 之后，根据已知的传动比i=48,从附录1中选择一个合适的中心距a 值，以及相应的蜗杆、蜗轮参数。

（1） 确定作用在蜗杆上的转矩T 2设蜗杆头数Z 1=1，蜗杆的传动效率取η=0.75。

由电动机的额定功率P 1=90W ，可以算得蜗轮传递的功率P 2=P 1·η，再由蜗轮的轮转速n 2=30r/min求得作用在蜗轮上的转矩：T 2=9.55P 2/n 2=9.55P 1η/n 2=9.55×80×0.75/30N·m=19435N·mm（2） 确定载荷系数K载荷系数K=K A K βK v 。

其中K A 为使用系数，由附录2查得，由于工作载荷不均匀，起动时冲击较大，因此取K A =1.15；K β为齿向载荷分布系数，因工作载荷在起动和停止时有变化，故取K β=1.15；K v 为动载系数，由于转速不高、冲击不大，可取K v =1.05。

刚载荷系数：K=K A K βK v =1.15×1.15×1.05≈1.39（3） 确定弹性影响系数Z E铸锡磷青铜蜗轮与蜗杆相配时,从有关手册查得弹性影响系数Z E =160MPa 1/2。

（4） 确定接触系数Z ρ先假设蜗杆分度圆直径d 1和传动中心距a 的比值d 1/a =0.35，从附录3中可查得接触系数Z ρ=2.9。

（5） 确定许用接触应力[]H σ根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1、金属模铸造蜗杆螺旋齿面硬度大于45HRC ，可从附录4中查得蜗轮的基本许用应力[]H σ＇=268MPa 。

已知蜗杆为单头，蜗轮每转一转时每个轮齿啮合的次数J=1；蜗轮转速n 2=30r/min;蜗杆副的使用寿命L h =10000h 。

则应力循环次数N=60Jn 2L h =60×1×30×15000=2.7×107寿命系数：K HN =87/N 10=0.929许用应力： []H σ=K HN []H σ′=0.929×268MPa=249MPa（6） 计算中心距将以上各参数代入式（4.1），求得中心距：a ≥322.9/249)(160037321.39⨯⨯⨯mm=45.3查附录1，取中心距a =60mm ，已知蜗杆头数Z 1=1，设模数m=2mm ，得蜗杆分度圆直径d 1=20mm 。

为时d 1/a =0.33，由附录3得接触系数Z ′ρ=2.74。

因为Z ′ρ＜Z ρ，所以上述计算结果可用。

4.1.4 蜗杆和蜗轮的主要参数与几何尺寸由蜗杆和蜗轮的基本尺寸和主要参数，算得蜗杆和蜗轮的主要几何尺寸后，即可绘制蜗杆副的工作图。

（1） 蜗杆参数与尺寸头数Z 1=1，模数m=2mm ，轴向齿距P a =πm=6.282mm ，轴向齿厚S a =0.5πm=3.141mm ，分度圆直径d 1=20mm ，直径系数q=d 1/m=10，分度圆导程角γ=arctan(z 1/q)=5º42′32″。

取齿顶高系数 h a *=1，径向间隙系数c *=0.2，则齿顶圆直径d a1=d 1+2h a *m=20mm+2×1×2mm=24mm齿根圆直径d f1=d 1-2m(ha *+c *)=[20-2×2×(1+0.2)]mm=15.2mm 。

（2） 蜗轮参数与尺寸齿数Z 2=46，模数m=2mm ，分度圆直径d 2=mZ 2=2×48mm=96mm ， 变位系数x 2=[a -(d 1+d 2)/2]/m=[60-(20+96)/2]/1.6=1.25蜗轮喉圆直径d a2=d 2+2m(h a *+x 2)=[96+2×2×(1+1.25)]mm=95mm蜗轮齿根圆直径d f2=d 2-2m(h a *-x 2+ c *)=[96-2×2×(1-1.25+0.2)]mm=84.5mm（3） 校核蜗轮齿根弯曲疲劳强度即检验下式是否成立：F σ=（1.53KT 2/d 1d 2m ）×Y Fa2Y β≦[]F σ (4.2) 式中 F σ——蜗轮齿根弯曲应力，单位为MPa ；Y Fa2——蜗轮齿形系数；Y β——螺旋角影响系数；[]F σ——蜗轮的许用弯曲应力，单位为MPa 。

由蜗杆头数Z 1=1，传动比i=48，可以算出蜗轮齿数Z 2=iZ 1=48。

则蜗轮的当量齿数Z v2=Z 2/cos 3γ=48.46根据蜗轮变位系数x 2=1和当量齿数Z V2=48.46，查附录6，得齿形系数：Y Fa2=1.95螺旋角影响系数：Y β=1-γ/140°=0.967根据蜗轮的材料和制造方法，查附录5，可得蜗轮基本许用弯曲应力： []F σ＇=56MPa蜗轮的寿命系数：K FN =96/N 10=97610/1.810⨯=0.725蜗轮的许用弯曲应力：[]F σ=[]F σ＇K FN =56×0.725MPa=40.6MPa 将以上参数代入（4.2），得蜗轮齿根弯曲应力：F σ=（1.53×1.39×19435）/(20×84.5×2) ×1.95×0.967MPa=43.2MPa 可见F σ＜[]F σ,蜗轮齿根的弯曲强度满足要求。